連桿設計

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1、第五章 典型零部件----連桿的設計 連桿是發(fā)動機最重要的零件之一，近代中小型高速柴油機，為使發(fā)動機結構緊湊，最合適的連桿長度應該是，在保證連桿及相關機件運動時不與其他機件相碰的情況下，選取小的連桿長度，而大缸徑的中低速柴油機，為減少側壓力，可適當加長連桿（P505） 連桿的結構并不復雜，且連桿大頭、小頭尺寸主要取決于曲軸及活塞組的設計。在連桿的設計中，主要考慮的是連桿中心距以及大、小頭的結構形式。。連桿的運動情況和受力狀態(tài)都比較復雜。在內燃機運轉過程中，連桿小頭中心與活塞一起作往復運動，承受活塞組產(chǎn)生的往復慣性力；大頭中心與曲軸的連桿軸頸一起作往復運動，承受活塞連桿組往復慣性力和不包

2、括連桿大頭蓋在內的連桿組旋轉質量慣性力；桿身作復合平面運動，承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的拉伸.壓縮交變應力，以及壓縮載荷和本身擺動慣性力矩所產(chǎn)生的附加彎曲應力。 為了順應內燃機高速化趨勢，在發(fā)展連桿新材料、新工藝和新結構方面都必須既有利于提高剛度和疲勞強度，有能減輕質量，縮小尺寸。 對連桿的要求(P501) 1、結構簡單，尺寸緊湊，可靠耐用。 2、在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能的減輕重量，以降低慣性力。 3、盡量縮短長度，以降低發(fā)動機的總體尺寸和總重量。 4、大小頭軸承工作可靠，耐磨性好。 5、連桿螺栓疲勞強度高，連接可靠。 但由于本設計是改型設計，故良好的繼承性

3、也是一個考慮的方面。 5.1連桿材料（P543） 結合發(fā)動機工作特性,發(fā)動機連桿材料應當滿足發(fā)動機正常工作所需要的要求。應具有較高的疲勞強度和沖擊韌性，一般選用中碳鋼或中碳合金鋼，如45、40Cr等，本設計中發(fā)動機為中小功率發(fā)動機，故選用一般的45鋼材料基本可以滿足使用要求。 5.2連桿主要尺寸 1、連桿長度：曲柄連桿比一般均大于0.3，這樣可以使柴油機的機體高度降低，凈質量減少，而且連桿長度減小后，其材料也相應減少，從而成本降低。但是，過小的曲柄連桿比會引起活塞側壓力增加，從而導致柴油機摩擦損失的增加，加速活塞、活塞環(huán)、氣缸套的磨損，影響可靠性。 《高速柴油機概念設計及實踐》中指出

4、：當曲柄連桿比左右時，對柴油機壽命及可靠性影響不大。參照原機及總體布置，選擇曲柄連桿比為： 。 2、連桿的結構尺寸：小頭主要尺寸為連桿襯套內徑d和小頭寬度?！恫裼蜋C設計手冊》中介紹的各個尺寸范圍為： 由 查 《柴油機設計手冊》（P62） 毫米 毫米 小頭內徑 毫米 小頭外徑 毫米 大頭內徑 毫米 小頭厚度 取 毫米 大頭厚度 取 毫米 取 毫米 螺栓直徑毫米 取毫米 毫米 毫米 圖14連桿桿身斷面示意圖

5、 校核小頭軸承的比壓： 《柴油機設計手冊》中給出，q 許用值為630bar,可見是在安全范圍之內的。 注：式中 ； 3、連桿桿身:連桿桿身采用典型的工字形截面。尺寸如圖14所示。 4、連桿大頭定位方式為舌槽定位。這種定位方式定位可靠，貼面緊密，抗剪切能力強尺寸緊湊。但要注意舌槽部位要減小應力集中，以防疲勞損壞。 5、連桿大頭、小頭的結構

6、形式 連桿大頭的剖面形式：從上面選取的參數(shù) ，所以采用斜切口。 連桿蓋的定位方式：斜切口連桿蓋一般采用止口定位、鋸齒定位。在本設計中采用止口定位 連桿小頭的結構形式：由于活塞銷的大小一般由活塞設計所決定，所以在連桿的設計中，應盡可能加大連桿小頭襯套的承壓面積以降低比壓，結構設計如圖所示。 圖15 5.3 連桿的強化工藝： 一、 合理選擇熱處理規(guī)范 鍛鋼連桿一般選用調質處理，本設計中選擇的材料為45鋼。 二、 表面噴丸強化，因為此工藝可產(chǎn)生如下效果： （1） 噴丸處理在表面產(chǎn)生殘余壓縮應力，可顯著提高零件的疲勞強度。 （2） 連桿噴丸后尺寸略有變化，如

7、中心距加大，不平行度增加等，對此工藝上應預先考慮。 三、 表面鹽于浴氮化 采用此法可提高表面疲勞強度，并能防止連桿大頭與瓦背貼合面產(chǎn)生微小位移引起的點蝕。 四、 表面拋光 此法常用于對應力集中很敏感的合金連桿，但單純依靠提高表面光潔度來提高疲勞壽命，其效果顯然不如噴丸處理。 綜上所述，由于本設計中才用的連桿材料為45鋼，考慮到降低成本和制造工藝以及滿足使用性能的要求，本連桿采用調質處理。 5.4連桿螺栓 連桿螺栓將連桿蓋和連桿大頭連在一起，它在工作中承受很大的沖擊力，如果折斷或松脫，將造成嚴重事故。因此，連桿螺栓為M14采用標準細牙螺紋,都采用優(yōu)質合金鋼40Cr制造，并精加工

8、和熱處理特制而成。安裝連桿蓋擰緊連桿螺栓螺母時，要用扭力板手分2～3次交替均勻地擰緊到規(guī)定的扭矩，擰緊后為了防止連桿螺栓松動,還應可靠的鎖緊。連桿螺栓損壞后絕不能用其它螺栓來代替。連桿螺栓必須用中碳合金鋼制造，經(jīng)調質以保證高強度。 5.5連桿軸瓦 為了減小摩擦阻力和曲軸連桿軸頸的磨損，連桿大頭孔內裝有瓦片式滑動軸承，簡稱連桿軸瓦。軸瓦分上、下兩個半片。連桿軸瓦上制有定位凸鍵，供安裝時嵌入連桿大頭和連桿蓋的定位槽中，以防軸瓦前后移動或轉動，有的軸瓦上還制有油孔，安裝時應與連桿上相應的油孔對齊。目前多采用薄壁鋼背軸瓦，在其內表面澆鑄有耐磨合金層。耐磨合金層具有質軟，容易保持油膜，磨合性好，

9、摩擦阻力小，不易磨損等特點。連桿軸瓦的背面有很高的光潔度。半個軸瓦在自由狀態(tài)下不是半圓形，當它們裝入連桿大頭孔內時，又有過盈，故能均勻地緊貼在大頭孔壁上，具有很好的承受載荷和導熱的能力，并可以提高工作可靠性和延長使用壽命。軸瓦厚度和寬度根據(jù)《柴油機設計手冊》（P655）上提供的范圍分別別取2.5mm和38mm。 5.6連桿強度計算 1． 連桿小頭的強度計算（圖16） 圖16 （1） 連桿小頭承受的作用力 ① 連桿小頭在進氣和排氣沖程中承受活塞組往復慣性力的拉伸。在上止點附近之值為最大 = =-2.05×0.065×162.1(1+)=-4585.3 N 式中：為活塞組件

10、的質量，其數(shù)值為2.05千克 為曲柄半徑 為65 毫米 為曲柄半徑與連桿長之比值 ②連桿小頭在膨脹行程開始點所承受的壓縮力 N 式中：為最高燃氣作用力 ③由于溫度過盈和壓配襯套而產(chǎn)生的力 （A）溫度過盈量 小頭襯套有青銅，也可用粉末冶金代之?，F(xiàn)以青銅襯套進行計算。 毫米 式中： 為青銅襯套材料的熱膨脹系數(shù)=1.8×10 為鋼的小頭材料熱膨脹系數(shù) 為連桿小頭的溫升 推薦 取

11、 為小頭襯套的外徑 d=41 毫米 （B）襯套與小頭配合面上由總過盈量所決定的單位壓力P 式中： D 小頭外徑 D=60 毫米 D 小頭內徑 d=41 毫米 襯套內徑 =38.5 毫米 泊桑系數(shù) E 連桿材料的抗拉彈性模數(shù) E=2.24×10MP E 青銅襯套的抗拉彈性模數(shù) E=1.17×10MP 襯套裝配過盈為 毫米

12、 取 毫米 ⑵由于裝配過盈與溫度過盈所產(chǎn)生的應力 ① 外表面的應力 MP ② 內表面的應力 MP 許用值和在 MP 故屬安全。 ⑶由活塞的慣性力在連桿小頭中引起的拉應力 ① 當活塞在上止點時 MP 式中：小頭平均半徑 毫米 小頭寬度 A=40 毫米 MP 故安全 ② 按小曲率曲桿公式計算彎矩和法向力。計算假定 （A） 曲桿固定于小頭和桿身的銜接處。即在連桿小頭外圓和過度圓半徑R相切的位置； （B） 連桿小頭下部支承在剛性很大的桿身

13、上，因而不變形； （C） 小頭沿連桿的縱向對稱線切開，用彎矩 和反向力N代替的小頭右半部的作用。 小頭Ⅲ—Ⅲ剖面彎矩M 和法向力N（圖17） 圖17 式中： ，為當斷面上。和值有下列經(jīng)驗公式求得： N 式中： 毫米 毫米 毫米 ③ 外側纖維應力 式中： h為小頭計算壁厚 毫米 系數(shù) ④ 內側纖維應力 ⑷由壓縮力引起的應力 計算假定載荷在連桿小頭下部成正弦分布 ① Ⅲ-Ⅲ剖面上的彎矩和法向力

14、 式中和由曲線查得 N 彎矩 法向力 ② 外側纖維應力 ③ 內側纖維應力 ⑸連桿小頭的安全系數(shù) 連桿小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在小頭和桿身銜接處（即固定角R處）的外側纖維上安全系數(shù)最小。 式中： 為材料拉伸及壓縮疲勞極限（材料45鋼） 取 角系數(shù) 取 小頭的安全系數(shù)一般取 故安全 ⑹連桿小頭橫向直徑的減少量 毫米 式中： 2． 連桿桿身的強度設計（圖18） ⑴連桿桿身最小截面（Ⅰ-Ⅰ）之疲勞強度計算 圖18 ① 連桿桿身在不對稱交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算截面（Ⅰ-Ⅰ

15、）以上往復慣性質量力的拉伸及氣體壓力的壓縮。最大工況時的往復慣性力 式中：為截面（Ⅰ-Ⅰ）以上連桿小頭質量 ② 桿身（Ⅰ-Ⅰ）計算斷面的應力 （A） 由于慣性力拉伸（Ⅰ-Ⅰ）計算斷面處引起的應力 （B） 由于壓縮力在（Ⅰ-Ⅰ）斷面處所引起的應力 ③ 桿身（Ⅰ-Ⅰ）斷面處的安全系數(shù)： 式中：取系數(shù) 為材料拉伸及壓縮疲勞極限（材料45鋼） 取 由“內燃機”推薦 所以設計安全。 ⑵桿身中間斷面的強度計算 ① 桿身中間斷面的受力 （A）往復慣性力

16、 式中：為連桿往復運動質量 （B）壓縮力 ②桿身Ⅱ-Ⅱ斷面應力的計算 （A）由慣性力引起的拉應力 （B）由壓縮力引起的應力 連桿桿身中因壓縮和縱向彎曲而出現(xiàn)合成應力 （a） 在擺動平面內彎曲時由壓縮和縱向彎曲所引起的合成應力： 按納維-蘭金公式計算（圖19） 圖19 式中：L為連桿長度，為系數(shù) 取=0.00035 (b)垂直于擺動平面方向的應力（圖20） 圖20 式中：為對Y軸的慣性矩 為連桿長度減去連桿大小頭孔半徑之和。

17、 ③中間斷面處的安全系數(shù) 故屬安全 5.7大頭蓋的強度計算 (1) 連桿大頭蓋之受力 連桿大頭蓋在進氣沖程開始即當活塞在上止點時承受往復運動質量和連桿大頭的旋轉質量的慣性力。 式中：為活塞組的質量 =2.05千克 為連桿作旋轉運動的質量 ==0.6466Kg 為曲拐幾集中在曲柄銷中心的當量質量；且=，是曲拐各單元的質量；是各單元的旋轉半徑。做平面運動的連桿組，根據(jù)動力學等效性的質量，質心和轉動慣量守恒三原則進行質量換算。實際計算結果表明，與，相比很小，為簡化受力分析，

18、常用集中在連桿小頭和大頭的2個質量，近似代替連桿，從動力學等效的頭兩個條件（即忽略轉動慣量守恒）可得=，= 式中，是連桿組質量；是連桿組質心到小頭孔中心的距離。 為連桿大頭蓋的質量 =0.6155Kg (2) 連桿大頭蓋的強度計算 2.1 強度計算的假定 ① 以一定過盈安裝在大頭中的軸瓦和大頭一起變形，這樣彎矩在軸瓦和大頭蓋之間的分配就與二者的斷面的慣性矩成正比. ②大頭上部和大頭蓋沿剖分面緊密貼合,以至可將它們看成是一個整體。以大頭蓋中間斷面（即為斜切口與軸線成角的斷面）作為計算斷面。而以二螺栓軸線間距的一半C/2 作為彎曲梁的曲

19、率半徑。 ③ 慣性力對大頭蓋的壓力按余弦規(guī)律分布。這時計算應力與實測應力最符合。 2.2 由慣性力在大頭蓋中引起的壓力（如圖所示） 圖21 式中： I和大頭蓋和軸瓦橫斷面的慣性矩 F和大頭蓋和軸瓦的橫斷面積 W 大頭蓋計算斷面的抗彎斷面模數(shù) C 螺栓中心線間的距離。 C= 84毫米 按大頭蓋截面的簡化圖形求得形心軸，按公式 得 W= 為軸瓦斷面慣性矩 = 軸瓦寬度 L=44-6=38毫米 軸瓦厚度 t=2.5毫米 許用值[]推薦 []為60~200 故屬安全。 2.3 連桿大頭橫向

20、的直徑變形 變形值不應超過連桿軸徑之間的間隙 根據(jù)A奧爾林推薦 5.8連桿螺栓強度計算 5.8.1 由于連桿打頭是斜切口,連桿螺栓在工作中除承受予緊力外,在上止點時還承受往復運動質量慣性力和連桿旋轉質量離心力沿螺栓軸線分量之拉伸。 ⑴ 每只螺栓所受的慣性力 式中： ——切口與軸線夾角 i=2 螺栓數(shù) ——連桿大頭所受慣性力 ⑵ 螺栓應加的予緊力 據(jù)奧爾林所著“內燃機”第二卷推薦 =2~4 現(xiàn)取=4=11702.1N （3）每只螺栓所受的拉力 =+X=12433.5N

21、 式中: X=0.25—基本負荷系數(shù) 5.8.2 螺栓所受拉應力 （1）螺栓桿身的最大拉應力 =80.77 式中：d=14毫米——螺栓直 （2） 螺栓桿身的最小拉應力 5.8.3 螺紋所受拉應力 ① 最大拉應力 式中：=12毫米—螺紋內徑 ② 最小拉應力 = 5.8.4 螺栓安全系數(shù) ① 動載安全系數(shù) = 式中：——拉伸強度極限 對40取=980 ——靜載疲勞極限 =0.5=490 ——對稱循環(huán)拉伸強度極限。=0.7~0.9 取=0.8=392 ——應力集中系數(shù)。螺

22、栓桿身取=4.0， 螺 紋 取 =4.5 ——工藝系數(shù)。== ——尺寸系數(shù)； ——表面質量系數(shù) ——角系數(shù)， = =0.33， ㈠ 螺栓桿身安全系數(shù) == 式中： ㈡ == 式中： 平均應力 =106.705 ② 靜載安全系數(shù) ㈠ 螺栓桿身安全系數(shù) == ㈡ 螺栓安全系數(shù) == 據(jù)斯捷潘諾夫所著《汽車拖拉機發(fā)動機結構與計算》推薦螺栓各部安全系數(shù)＞2為宜?，F(xiàn)計算所得均大于2，故設計安全。